二级圆柱斜齿轮减速器的设计

二级圆柱斜齿轮减速器的设计内容摘要：

(1 mmNT 50970 (2)设计时，因  值未知， vK 不能确定，故可初选载荷系数 tK =~，本题初选 tK =. (3)取齿宽系数 d。 （ 4） 许用接触应力由式  HHNH SZ lim  算得。 由 教材 图 106b 得 接 触 疲 劳 极 限 应 力M P aM P a HH 720,780 2lim1lim  。 由图 查得寿命系数 , 21  NN ZZ。 取安全系数 HS    HHH SMP a     HHH SMP a  故取     M P aHH 6002   由   2)305()1( 3Ha iKia 计算得： a=（ ～ ） mm 取 a=175mm 4 .计算传动尺寸 (1)初选 Z1=24,Z2= iZ ， 12 (2)模数 391241 7 5212)/(2c o s 21  C OSzzam n  (3)确定螺旋角：   )9124(3c os)(c os 21 ac rza zzmac r n 取其为 10 度 则 mmmZd n os 324c os11   os 391c os22  nmzd mm (4)确定中心距 a=的 d1+d2/2= (5)由  dmmb d 取 mmbb 702  又 ,)10~5(21 mmbb  取 b1=76mm 机械设计课程设计 9 疲劳强度   FFF SYN lim  S 算得。 由图 109b查得弯曲疲劳极限应力   MPaF 3201lim  ，   MPaF 2902lim  查得安全系数 FS =，故   228 FFF SMP a    207 FFF SMP a    11 2121 FnFF CO Szbm YKT      22212 FanFF MPCO Szbm YKT    满足齿根弯曲疲劳强度 三 .V 带的设计 ⑴确定设计功率。 由表 查得工作情况系数 AK ,则 kwPKP Ad  ⑵选取带的型号。 根据 1,dpn由图 1213 查取，选 A 型带 ⑶确定带的基准直径，根据表 推荐用最小直径，可选小带轮直径为 mmdd 901  ,查得 %1 ， 则大带轮直径为 mmdnnd d %)1(1212   根据表 127 取 d2=265mm，其传动比误差 %5i ，故可用。 ⑷验算带的速度 )//( 11   ndsmv  故符合要求 ⑸确定 v 带长度和中心距，根据 1 2 0 1 ( ) 2( )d d d dd d a d d   初步确定中心距 为 500mm 根据式 122 计算 v 带基准长度 mma ddddaL ddddd )()(22 0 21221039。   由表 选 v 带基准长 Ld=1600mm 由（式 ）计算实际中心距 a   mmddddLddLa d )12(8)21(2)21(2 22   机械设计课程设计 10 ⑹计算小带轮包角。 由（式 ）得  2101  a dd dd ⑺确定 v 带根数。 根据式 计算带的根数 v带所能传递的功率为 kwp  由 查得 0p = 由表 查得 k 由表 查得 Lk 则带的根数为 )( 00  Ld kkpp pz  , 故取 4 根 ⑻计算初拉力由表 查得 q=由（式 12。 20）得初拉力 Nqvk kzvpNF d ) ( )(500/ 220    ⑼计算作用在轴 上的压力由（式 1221）得 NzFNF Q i i n2/ 0   第 4 章 轴的设计计算 （一）轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件，初选轴的材料为 45钢 ，调质处理，按扭矩强度法进行最小直径估算，即 3min / npcd  初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑槽对轴强度的影响，当该轴段截面上有一个键槽时， d 增大 5%，两个键槽时增大 10%15%， c 值由表可查得，取高速轴 C=105. 故带入相关数据得：高速轴 d1min=，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一键槽， 取 d1min=20mm， 中间轴 mmd in239。  ，设有两键槽，故，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值 mmd 35min2 。 低速轴 mmd in339。  ，因低速轴最小直径处安装联轴器，且轴上设有两键槽，参见联轴器选择，取 mmd 50min3 。 （二）轴的设计 1. 高速轴的设计。 机械设计课程设计 11 轴的结构图如上 图一所示： （ 1） 各段轴的确定 L6最小直径，安装大带轮的外伸出段 dL6=20mm L5滚动轴承段轴， dL5=25mm L4由轴肩决定 d4=28mm L3是齿轮 d3= L1由滚动轴承决定 d1=20mm 各段轴长 L6由大带轮的毂孔宽度取为 64mm L5:由箱体结构，轴承端盖，配位关系等确定 L5=42mm L4:由装配关系，箱体结构等确定 L4= L3:由高速级小齿轮宽度确定，取 58mm L1:由滚动轴承，挡油盘及装配关系得取 29mm 2. 中间轴结构设计，结构图如下图二所示 机械设计课程设计 12 (1)各轴段直径确定 L1：最小直径，滚动轴承段轴段， D1=35mm L2:低速级小齿轮轴段，取 d2= L3。 根据齿轮的轴向定位要求取为 47mm L4:高级大齿轮段，取为 d4=41mm L5:滚动轴承处轴段取为 d5=35mm (2)各轴段长度的确定 21l ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 22l :由低速级小齿轮的毂孔宽度确定取为 76mm 23l ：由定位关系，取为 24l ：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定取为 52mm 25l :由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 37mm 3. 低速轴的设计。 结构图如下图三所示FL1 L2L3 L4 L5 L6 （ 1）各轴段直径确定 L L5：滚动轴承处轴段。 滚动轴承选取深沟球轴承 6014，其尺寸为 d=70mm L2:低速大齿轮轴段， d5=76mm L3:按照结构要求取为 d4=86mm L4：密封处轴段，根据联轴器定位要求及密封圈（采用毡圈密封）取为 d2=60mm L6：安装联轴器，为使轴与联轴器吻合。 故同时选取联轴器型号，查表，取k=, mNTKT C  3 7 1 因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件，查取机械表，选用 CY7型 许用转矩 为 ,故适合。 故 d6=50mm (1) 各段轴长度的确定 机械设计课程设计 13 31l ：由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定，取为 37mm 32l :由低速级大齿轮的鼓孔宽确定，取为 72mm 33l :按照结构设计要求取为 34l :由装配关系，箱体结构等确定， 34l =30mm 35l :由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定 ,取为 50mm L6:由联轴器的毂孔宽 142 确定取为 52mm. (三 )低速轴强度的校核 ⑴ . 判断危险截面 截面 A,Ⅱ ,Ⅲ ,B 只受扭矩作用。 所以 A Ⅱ Ⅲ B 无需校核 .从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C上的应力最大 .截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近 ,但是截面Ⅵ不受扭矩作用 ,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 .截面 C 上虽然应力最大 ,但是应力集中不大 ,而且这。